Đề tài Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi

ĐỀ TÀI Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi Giáo viên hướng dẫn : Họ tên sinh viên : MỤC LỤC NỘI DUNG TRANG PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 2 I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN 2 II. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 3 THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 4 PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI 4 PHẦN III:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 8 II.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH 8 II.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM 13 PHẦN IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN 17 A. THIẾT KẾ TRỤC 17 B. CHỌN VÀ TÍNH THEN 29 PHẦN V: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC 32 PHẦN VI: CHỌN NỐI TRỤC 37 PHẦN VII: THIẾT KẾ CẤU TẠO CÁC CHI TIẾT MÁY, BÔI TRƠN VÀ LẮP GHÉP HỘP GIẢM TỐC 38 PHẦN VIII: DUNG SAI LẮP GHÉP, CHỌN CÁC KIỂU LẮP TRONG MỐI GHÉP 43 PHẦN IX: TÍNH VÀ CHỌN DUNG SAI CHẾ TẠO TRỤC 44 TÀI LIỆU THAM KHẢO 50 LỜI NÓI ĐẦU Đối với nhiều ngành trong trường Đại học Kỹ thuật, sau khi học xong phần lý thuyết học sinh sẽ bước qua giai đoạn thiết kế đồ án môn học. Đối với môn học Chi Tiết Máy cũng vậy. Thiết kế chi tiết máy là một bước ngoặc cho việc nghiên cứu cơ sở tính toán và thiết kế các bộ truyền động cơ khí cũng như các chi tiết máy. Đây là đề tài thiết kế chính xác đầu tiên đối với mỗi sinh viên ngành cơ khí. Nhiệm vụ chung là thiết kế hệ thống dẫn động từ động cơ điện đến cơ cấu chấp hành. Đề tài:”Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi ” có các ưu điểm là bộ truyền làm việc êm, truyền được công suất lớn, lực dọc trục được triệt tiêu, kết cấu hộp giảm tốc tương đối đơn giản dễ chế tạo, dễ bôi trơn, các bánh răng và ổ bố trí đối xứng, vì vậy trục chịu tải tương đối đồng đều. Nhưng bên cạnh đó hộp giảm tốc có cấp tách đôi có nhược điểm là chiều rộng của hộp lớn ,cấu tạo bộ phận ổ phức tạp , số lượng chi tiết và khối lượng gia công tăng . Khi thiết kế đồ án Chi Tiết Máy sinh viên lần đầu tiên bắt tay vào một công việc mới mẽ, rèn luyện, vận dụng nhiều kiến thức để giải quyết các vấn đề có liên quan đến thực tế. Đồ án này là sản phẩm thiết kế đầu tay, tuy còn mang nặng tính lý thuyết nhưng có tính chất đào sâu chuyên ngành giúp cho mỗi sinh viên có ý thức sâu sắc về công việc cũng như nghiên cứu và tính toán. Trong đồ án vấn đề sai sót là không thể tránh khỏi, kính mong quý thầy cô tận tình chỉ bảo để giúp em bổ sung những khuyết điểm, những khúc mắc còn tồn tại và có thêm kiến thức để tiếp tục thực hiện các đề tài sau này. Xin chân thành cảm ơn quý thầy cô. Đà Nẵng, ngày tháng năm 2008 Sinh viên thực hiện Phan Thế Đức PhầnI: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN Động cơ cần làm việc sao cho có thể lợi dụng được toàn bộ công suất động cơ. Khi làm việc nó phải thoả mãn 3 điều kiện: - Động cơ không phát nóng quá nhiệt cho phép. - Động cơ có khả năng quá tải trong thời gian ngắn. Động cơ có moment mở máy đủ lớn để thắng moment cản ban đầu của phụ tải khi mới khởi động. Do chế độ tải trọng : Rung động nhẹ, quay một chiều . Để chọn động cơ điện ta cần tính công suất cần thiết kế ta dựa vào: Các số liệu đã cho: Tải trọng P = 3525N Vận tốc băng tải V = 1,2 m/s. Đường kính tang D = 675 mm Nếu gọi: Nlv _ là công suất làm việc của băng tải _ là hiệu suất truyền dộng. Trong đó: Nlv = (Kw) (1.1) Ta chọn: là hiệu suất bộ xích là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ (ba bộ) là hiệu suất một cặp ổ lăn (bốn cặp) là hiệu suất khớp nối. Ta được: Kw Công suất cần thiết No=5,3934Kw Ta cần phải chọn động cơ điện có công suất định mức Nđm > No. Trong tiêu chuẩn động cơ điện có nhiều loại thoả mãn điều kiện này. Theo TK CTM bảng 2P ta chọn sơ bộ động cơ điện che kín có quạt gió A02-42-4 có: Công suất động cơ Nđm = 5,5 Kw Số vòng quay của động cơ nđc = 1450 vòng/phút Hiệu suất động cơ hđm = 88% Khối lượng động cơ m = 66,5 Kg. Động cơ này gọn nhẹ giá thành không đắt lắm và tỷ số truyền chung có thể phân phối hợp lý cho các bộ truyền trong hệ thống dẫn động. Kiểm tra mômen khởi động của động cơ: Ta có: Xem như bộ truyền làm việc với mômen định mức của động cơ. Mà ta có Þ Mmm>Mqt. Vậy bảo đảm động cơ khởi động được để kéo bộ truyền làm việc. II: PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN. II-1 Tỷ số truyền. Tý số truyền động chung: i = nđm/nt Trong đó nt là số vòng quay của tang dẫn động. m/s (1.2) Þ nt= vòng/phút Vậy i = Ta có: i = ing.it = ing.in.ic Trong đó: ing tỷ số truyền của bộ truyền xích it tỷ số truyền của hộp giảm tốc in tỷ số truyền cấp nhanh ic tỷ số truyền cấp chậm. Tỷ số truyền là đặc trưng, là chỉ tiêu kỹ thuật có ảnh hưởng đến kích thước, chất lưọng của bộ truyền cơ khí. Việc phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hộp giảm tốc (quan hệ giữa in và it ) theo nguyên tắc: - Kích thước và trọng lượng cuả hộp giảm tốc là nhỏ nhất - Điều kiện bôi trơn tốt nhất Trong hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp có cấp nhanh phân đôi để cho các bánh răng bị dẫn của cấp nhanh và cấp chậm được ngâm trong dầu gần như nhau tức là đường kính của các bánh răng phải xấp xỉ nhau (R2 » R4), chọn in=1,2ic . Chọn: ix=4 ; Þ ing = ix = =4 Þ in = 1.2*2.98 = 3.576 II.2.Công suất trên các trục: II.3. Tính số vòng quay của mỗi trục. n1 = nđc= 1450(vòng/phút). (vòng/phút) (vòng/phút) II.4.Tính momen xoắn cho mỗi trục: Bảng hệ thống các số liệu tính được: Trục T.số Trục động cơ I II III I Inh=3,576 Ich=2,98 4 n(v/p) 1450 1450 405 136 N(Kw) 5,5 5,3664 5,1281 5,0004 THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN. ( BỘ TRUYỀN XÍCH). Truyền động xích thuộc truyền động ăn khớp, được sử dụng rộng rãi trong máy công cụ, máy nông nghiệp, máy dệt máy vận chuyển. Xích là một chuổi các mắc xích nối với nhau bằng bản lề .Xích truyền chuyển động và tải trọng từ trục dẫn (trục chủ động) sang trục bị dẩn (trục bị động ) nhờ sự ăn khớp các mắc xích với răng đĩa xích. Ưu nhược điểm của bộ truyền xích. Ưu điểm : +Có thể truyền chuyển động với khoảng cách lớn mà vẫn đảm bảo tỷ số truyền chính xác.Thông thường khoảng cách giữa hai trục nên dùng nhỏ hơn 8m. +So với bộ truyền đai thì hiệu suất của bộ truyền xích cao hơn .Lực tác dụng lên trục nhỏ vì lực căng ban đầu không cần lớn;khuôn khổ kích thước nhỏ, gọn hơn khi điều kiện làm việc và công suất như nhau. +Có thể cùng một lúc truyền chuyển động cho nhiều trục khác nhau. Nhựơc điểm: +vận tốc tức thời của đĩa xích thay đổi nhất là khi số răng của đĩa xích ít làm cho đĩa xích quay không đều. +Bộ truyền đòi hỏi chế tạo và lắp ghép chính xác,do đó giá thành cao. +Xích chóng mòn bản lề nhất là điều kiệm bôi trơn không tốt và bộ truyền không được che kín. +Truyền động xích có tiếng ồn Bộ truyền xích làm việc có thể xuất hiện các dạng hỏng sau đây: +Mòn bản lề và răng đĩa xích. +Con lăn bị mòn,bị rỗ hoặc vỡ. +Các má xích bị đứt vì mỏi. Thiết kế bộ truyền xích gồm ba giai đoạn. Giai đoạn 1:Nghiên cứu các yêu cầu của bộ truyền cần thiết kế: P=3525(N), N=4,23(kw), nt=34(vòng /phút), Ix=4 Giai đoạn 2: Bước 1:Sơ đồ kết cấu của nguyên lý của bộ truyền và các thông sô hình học của bộ truyền. Bước 2:xác định các thông số lý học(A,D1,D2,X,t). Chọn loại xích. Trong các bộ truyền xích thường dùng xích ống con lăn hoặc xích răng trong đó xích ống con lăn được dùng nhiều nhất. Theo đầu bài vt=1,2<1015(m/s) nên ta dùng xích ống con lăn ,nó có giá thành rẻ hơn và dễ chế tạo hơn xích răng. 2)Tính số răng của đĩa xích. Số răng của đĩa xích càng ít đĩa bị động quay càng không đều,động năng va đập của mắt xích răng đĩa xích càng tăng và xích làm việc càng ồn. Do đó cần hạn chế số răng nhỏ nhất của đĩa xích nên chọn số răng đĩa nhỏ Z1 =23, số răng đĩa xích lớn Z2 =4.23 = 92 3)Định bước xích t: Bước xích t là thông số cơ bản của bộ truyền xích,xích có bước càng lớn thì khả năng tải càng lớn nhưng tải trọng động va đập,va đập và tiếng ồn càng tăng nhất là khi vận tốc cao. Bước xích t được chọn theo điều kiện hạn chế áp suất sinh ra trong bản lề và số vòng quay trong một phút của đĩa xích phải nhỏ hơn số vòng quay giới hạn. Đê tính bước xích t trước hết định hệ số điều kiện sử dụng. k=kđ.kA.ko.kđckb.kc[SI,B6-6,T105]. Trong đó. kđ-Hệ số xét đến tính chất tải trọng ngoài .Vì tải trọng rung động nhẹ nên ta chọn kđ=1 kA-Hệ số xét đến chiều dài xích,ta chọn A=(3050).t nên ta chọn kA=1. ko-Hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền. Chọn đường tâm nối hai đĩa xích làm với đường ngang một góc nhỏ hơn một góc 60o nên ta chọn ko=1. kđc-Hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích. Trục không điều chỉnh được cũng không có đĩa hoặc con lăn căng xích ta chọn kđc=1,25. kb-hệ số xét đến điều kiện bôi trơn .Chọn điều kiiện bôi trơn liên tục(xích nhúng trong dầu hoặc phun liên tục) ta chọn kb=0,8. kc-Hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền, ta chọn làm việc 2ca nên kc=1,25 Thay số vào ta có k=1.1.1,25.0,8.1,25=1,25 Công suất tính toán của bộ truyền xích. Nt=N.k.kz.kn. [SI,Ct6-7,T106]. N Công suất danh nghĩa N==4,23 (kw). Hệ số răng của đĩa dẫn . kz===1,08 Hệ số vòng quay của đĩa dẫn. kn== =1,47. Tra theo bảng 6-4 với n01=200 Thay vào công thức ta có. Nt=4,23.1,25.1,08.1,47=8,39(kw). Nt=8,39<11,4=[Nt] nên ta chọn bước xích t=25,4(mm) , tra theo bảng (6-1) ta có dc=7,95(mm),chiều dài ống B=24,13(mm) Diện tích bản lề F= 179,7(mm2),khối lượng một mét xích q =2,57(kg). Số vòng quay giới hạn của đĩa dẫn ngh=1020(vòng/phút) . Số dãy xích con lăn được xác định theo điều kiện. x==0,736 ta chọn xích ống con lăn một dãy nên ta lấy x1. 4)Định khoảng cách trục A và số mắc xích. Tính số mắc xích theo công thức. X=++()2. . Định sơ bộ khoảng cách trục A. A=40.t=40.25,4=1016(mm). Với Z1=23(răng), Z2=92(răng), t=25,4(mm), A=1016(mm), thay số vào ta có. X=++()2.= 140,5 . Để tiện cho việc lắp ghép ta lấy X=140. Kiểm nghiệm số lần va đập trong một giây. u=== 1,49<25=[u].Thoã mãn về số lần va đập trong một giây. Tính chính xác khoảng cách trục A theo số mắc xích đã chọn. (mm) Để đảm bảo độ võng bình thường tránh cho xích bị căng quá, giảm khoảng cách trục một khoảng : DA = 0,003A=3,027 mm Cuối cùng là lấy A = 1009,16-3,027=1006(mm) 5. Tính đường kính của đĩa xích : - Đường kính vòng chia của đĩa xích dẫn : - Đường kính vòng chia của đĩa xích bị dẫn : 6. Tính lực tác dụng lên trục : Trong đó : kt : hệ số xét đến trọng lượng xích lên trục,ta chọn bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc nhỏ hơn với đường nằm ngang kt = 1,15. N-công suất trục dẫn t-Bước xích. n-Số vòng quay của dẫn. Z-số răng của đĩa dẫn Các thông số tính được. + Số răng đĩa xích. Đĩa dẫn Z1=23(răng). Đĩa bị dẫn Z2=92(răng). +Bước xích t=25,4(mm). +Số mắc xích X=140(mắc xích ). +Khoảng cách trục A=1006(mm). +Đường kính vòng chia. Đĩa dẫn dc1=186,5(mm). Đĩa bị dẫn dc2=744(mm). +Lực tác dụng lên trục. R=4342,635(N). Giai đoạn 3:Bộ truyền đã thiết kế có khả năng đáp ứng các yêu cầu đề ra, thoã mãn các điều kiện bền. PHẦN III:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC. III.1.Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh: Đối với hộp giảm tốc hai cấp có cấp nhanh phân đôi. Cấp nhanh là bánh răng trụ răng nghiêng , có các đặc điểm sau: Do cấp nhanh phân đôi nên khi tính công suất phải chia đôi cho bộ truyền cấp nhanh. Bánh răng ở cấp nhanh chịu tải nhỏ hơn bánh răng cấp chậm. Do vậy khi chọn hệ số chiều rộng răng sao cho cần thoã mãn bch» 2bnh Bánh răng cấp chậm là bánh răng trụ răng thẳng; ăn khớp không tốt, có va đập, vì vậy khi thiết kế ta tính theo cặp bánh răng dịch chỉnh. III.1.1.Chọn vật liệu làm bánh răng. _ Bánh răng nhỏ: chọn thép 45, thường hoá có: sk1= 600 N/mm2 ; sch1= 300N/mm2 ; HB = 200. Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (60¸90) mm. _Bánh răng lớn: chọn thép 35 thường hóa có: sb=500 N/mm2 ; sch= 260 N/mm2 ; HB = 170. Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi (100¸300) mm. III.1.2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép: 1. Ứng xuất tiếp xúc cho phép: Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ: Ntđ1= 60 u S(Mi/Mmax)3ni.Ti (3.1) Trong đó: _ Mi,ni,Ti là moment xoắn, số vòng quay trong 1 phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i. _ Mmax là moment xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng (không kể mômen quá tải) _ u là số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng. ÞNtđ1=60.1.6,5.330.16.1450.[13.4/8 + (0,5)3.4/8]= 167,95.107 > No với N0_ số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc. Thường N0=107. Như vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn: Ntđ2= Ntđ1/in = 167,95.107 / 3,576= 46,97.107> No Do đó hệ số chu kỳ ứng suất k’N của cả hai bánh răng đều bằng 1. Theo bảng 3-9: [s]Notx= 2,6.HB [s]tx = [s]Notx. k’N. [s]tx1= 520 N/mm2 [s]tx2= 442 N/mm2 2.Ứng suất uốn cho phép: Số chu kỳ tương đương của bánh răng: Ntđ = 60 u S(Mi/Mmax)mni.Ti (3.2) Các thông số như trên. m_ bậc của đường cong mỏi uốn. Đối với thép thường hoá m= 6. Vậy số chu kỳ tương đương của bánh lớn là: Ntđ2= 60.1.6,5.16.330.405.[16.4/8 + (0,5)6.4/8]= 42,3.107 Þ Ntđ1= 3,576.42,3.107= 151,3.107 . Cả Ntđ1 và Ntđ2 > No . Với N0_chu kỳ cơ sỡ của đường cong mỏi uốn. N0=5.106 . Do đó k’’N = 1_hệ số chu kỳ ứng suất uốn [s]u= (3.3) do răng làm việc một mặt Giới hạn mỏi uốn của thép 45: s-1= 0,43. sk = 0,43.600=258 N/mm2. Giới hạn mỏi uốn của thép 35: s-1= 0,43.500 = 215 N/mm2. Hệ số an toàn: n = 1,5. Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: ks = 1,8. Bánh nhỏ: [s]u1= = 143,3 N/mm2. Bánh lớn: [s]u2= = 119,4N/mm2. III.1.3.Sơ bộ chọn hệ số tải trọng k: Do ổ bố trí đối xứng Có thể chọn sơ bộ k = 1,5 III.1.4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: Do bộ truyền cấp nhanh là bộ truyền bánh răng chử V, phân đôi. Do vậy tải trọng tác dụng lên một bánh là nhỏ. Vậy chọn yA= b/A = 0,3 III.1.5.Xác định khoảng cách trục: (3.4) q’-hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng. Chọn q’= 1,2. k_ hệ số tải trọng n2=405(v/p) stx2=442N/mm2 Chọn A1=135 III.1.6.Tinh vận tốc vòng v của bánh răng và chọn ccx chế tạo bánh răng: Vận tốc vòng của bánh răng trụ: (3.5) Với vận tốc này theo bảng (3-11) ta chọn cấp chính xác 9. III.1.7.Định chính xác hệ số tải trọng k và khoảng cách trục A: Hệ số tải trọng k được tính theo công thức : k = ktt.kđ.(3.6) ktt- hệ số tập trung tải trọng kđ- hệ số tải trọng động. Chiều rộng bánh răng: b = yA.A = 0,3. 135 = 40,5 mm. Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ: do đó: yd= b/d1= Tra bảng 3-12 ta tìm được kttbảng = 1,03 Hệ số tập trung tải trọng thực tế: ktt= (kttbảng+ 1)/2 = 1,015. Giả sử: (3.7) theo bảng 3-14 ta tìm được kđ= 1,4. Hệ số tải trọng k = ktt.kđ = 1,015.1,4=1,421 ksơbộ=1.5. Vậy sai số ek= Như vậy lấy chính xác A = Asơbộ. mm.(3.8) Như vậy có thể lấy chính xác A = 133mm.(3.8) b=0,3.133=40mm III.1.8.Xác định mođun, số răng và góc nghiêng của răng: Modun pháp: mn = (0,010,02).A = (1,332,66)mm Theo bảng 3-1 chọn mn= 2mm. Sơ bộ chọn góc nghiêng b = 10o Số răng của bánh nhỏ: . (3.8) Số răng bánh lớn: Z2= Z1.i = 28.3,576 = 100 Tính chính xác góc nghiêng b: cosb = (3.10) Vậy b = 103 Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện: b = 40mm kiểm tra điều kiện (3.7) :b> thoả III.1.9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng: Tính số răng tương đương: Ztđ=Z/cos3b.(3.11) Bánh nhỏ: Ztđ1 =28/(0,984)3 =29 Bánh lớn: Ztđ2 =100/(0,984)3= 105 Hệ số dạng răng theo bảng 3-18: y1 = 0,451 y2 = 0,517 Lấy q’’=1,5_hệ số phản ánh khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng nghiêng so với bộ truyền bánh răng thẳng. Đối với bánh răng nhỏ: (3.12) vậy < [s]u1=143,3 N/mm2 Đối với bánh răng lớn: su2 = su1.y1/y2 (3.13) Þsu2 = 34,98.0,451/0,517=30,51N/mm2 < [s]u2 = 119,4 N/mm2. III.1.10.Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột: Tính ưng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [s]txqt=2,5[s]Notx.(3.14) Bánh nhỏ: [s]txqt1 = 2,5.520 = 1300 N/mm2. Bánh lớn: [s]txqt2 = 2,5.442 = 1105 N/mm2. Tính ưng suất uốn cho phép khi quá tải: [s]uqt =0,8.sch.(3.15) Bánh nhỏ: [s]uqt1 = 0,8.300 = 240 N/mm2. Bánh lớn: [s]uqt2 = 0,8.260 = 208 N/mm2. Kiểm tra sức bền tiếp xúc: (3.16) ; kqt=1,4. Þ Þstxqt2= stxqt1 < 1300 N/mm2 Þ thỏa mãn. stxqt2<1105 N/mm2 Þ thỏa mãn Kiểm tra sức bền uốn : suqt = kqt.su. Bánh nhỏ: suqt1 = 34,98.1,4 = 48,97 N/mm2 < [s]uqt1 Bánh lớn: suqt2 = 30,51.1,4 = 42,7 N/mm2 < [s]uqt2. III.1.11.Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền: P' 1 P 1 P n P' 1 P a1 P r Modun pháp: mn= 2mm Số răng: Z1 = 28 ; Z2 = 100 Góc ăn khớp: an = 20o Góc nghiêng: b = 103 Chiều cao răng: h=2,25.mn=2,25.2=4,5mm Chiều cao đầu răng : hd=mn=2mm Độ hở hướng tâm c1=0,25.mn= 0,25.2=0,5mm Khoảng cách trục: A = 133mm. Bề rộng bánh răng: b= 40mm. Đường kính vòng chia: dc1=mn.Z1/cosb (3.17) Þ dc1= 2.28/cos103= 57mm ; Þ dc2= 2.100/ cos103 = 203mm Đường kính vòng đỉnh: de1 = dc1 + 2.mn Þ de1= 57+2.2=61 mm. Þ de2 = 203+ 2.2 = 207 mm. Đường kính vòng chân: di1 = dc1 - 2.mn-2.c Þ di1= 57-4-1=52 mm. di2 = 203 - 4 - 1 = 198 mm. III.1.12.Tính lực tác dụng lên trục: Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm 3 thành phần: lực vòng P, lực hướng tâm Pr và lực dọc trục Pa. Tính lực vòng: (3.18) Lực hướng tâm: (3.19) Lực dọc trục: Pa = P.tgb = 1240,15.tg10 = 219,79N. III.2.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM: III.2.1.Chọn vật liệu làm bánh răng. Bánh răng nhỏ: chọn thép 45 thường hóa có: sbk3 = 600 N/mm2 ; sch3 = 300 N/mm2 ; HB = 200. sNotx3=520N/mm2 Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (60¸90) mm. Bánh răng lớn: chọn thép 35 thường hóa có: sbk4 = 500 N/mm2 ; sch4 = 260 N/mm2 ; HB = 170. sNotx4=442N/mm2 Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (100¸300) mm. III.2.2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép: 1.Ứng suất tiếp xúc cho phép: Số chu kỳ tương đương của bánh răng: Ntđ = 60 u S(Mi/Mmax)3ni.Ti (3.20) Số chu kỳ tương đương của bánh răng nhỏ: Ntđ3 = Ntđ2 = 46,97.107 > No Như vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn: Ntđ4 = Ntđ2/ic =46,97.10/2,98=15,76.107> No Nên chọn k’N = 1 cho cả 2 bánh răng Þ [s]tx = [s]Notx. k’ = 2,6.HB Ứng xuất tiếp xúc cho phép của bánh lớn: [s]tx4 = 442 N/mm2 Ứng xuất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:[s]tx3 = 520N/mm2 Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ : [s]tx4 = 442 N/mm2 2.Ứng suất uốn cho phép: Số chu kỳ tương đương của bánh lớn: Ntđ3 = Ntđ2= 42,3.107 Þ Ntđ4 = Ntđ3/ic = 42,3.107/2,98=14,19.107 Cả Ntđ1 và Ntđ2 > No =5.106 do đó k’’N = 1. Theo công thức (3.3) [s]u = do răng tải một mặt. Giới hạn mỏi uốn của thép 45: s-1 = 0,45.600 = 270 N/mm2. Giới hạn mỏi uốn của thép 35: s-1 = 0,45.500 = 225 N/mm2. Hệ số an toàn: n = 1,5. Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: ks = 1,8. Bánh nhỏ: [s]u1 = = 150 N/mm2. Bánh lớn: [s]u2 = = 125 N/mm2. III.2.3.Sơ bộ chọn hệ số tải trọng k: Có thể chọn sơ bộ k = 1,5. Do ổ bố trí đối xứng III.2.4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: Do bộ truyền cấp chậm là bộ truyền bánh răng thẳng. Vận tốc thấp. Mà theo công thức (3.21). Vậy bộ truyền cấp chậm chịu tải lớn hơn bộ truyền cấp nhanh. Chọn yA = b/A = 0,4 III.2.5.Xác định khoảng cách trục: (3.22) Lấy A = 178mm. Chiều rộng bánh răng: b3 = yA.A = 0,4.178= 71mm. III.2.6.Tinh vận tốc vòng v của bánh răng và chọn ccx chế tạo bánh răng: Vận tốc vòng của bánh răng trụ: (3.23) Với vận tốc này theo bảng 3-11 ta chọn cấp chính xác chế tạo là 9. III.2.7.Định chính xác hệ số tải trọng k và khoảng cách trục A: Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ: Þ yd = b/d1 = 0,8. Tra bảng 3-12 ta tìm được kttbảng = 1,05. Hệ số tập trung tải trọng thực tế: ktt = (kttbảng + 1)/2 = 1,025 Giả sử: theo bảng 3-14 ta tìm được kđ = 1,2. k = ktt.kđ =1,23. ek= k khác với trị số chọn sơ bộ nên cần tính lại khoảng cách trục A. Như vậy lấy chính xác A = 167mm. Chiều rộng bánh răng: b3 = yA.A = 0,4.167 = 67mm III.2.8.Xác định modun, số răng và góc nghiêng của răng: Modun pháp: m = 0,02.A = 0,02.167=3,34 mm. Ta chọn mn = 3 Số răng của bánh nhỏ .(3..24) Số răng bánh lớn: Z4 = Z3